機械設(shè)計課設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器.

1、目錄1 傳動方案的擬定 11.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 11.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 11.3 課程設(shè)計的工作條件 12 電動機的選擇 12.1 電動機類型的選擇 22.2 電動機容量的選擇 22.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 33 確定總傳動比及分配各級傳動比 33.1 傳動裝置的總傳動比 33.2 傳動比的分配 44 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算 45 傳動件的設(shè)計及計算 55.1 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 55.2 高速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算 55.3 低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算 86 軸的設(shè)計及計算 116.1 軸的布局設(shè)計 116.2 低速軸的設(shè)計 126.3 高速軸的設(shè)計 206

2、.4 中間軸的設(shè)計 237 軸承的壽命校核 257.1 低速軸齒輪的載荷計算 257.2 軸承的徑向載荷計算 257.3 軸承的軸向載荷計算 257.4 軸承的當(dāng)量動載荷計算 267.5 軸承壽命的計算及校核 268 鍵聯(lián)接強度校核計算 268.1 普通平鍵的強度條件 268.2 高速軸上鍵的校核 278.3 中間軸上鍵的校核 278.4 低速軸上鍵的校核 279 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 279.1 齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 279.2 滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇 289.3 密封方式的選擇 281傳動方案的擬定1.1課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)

3、軸器 2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4,將動力傳至輸送機滾筒 5,帶動輸送帶6工作。設(shè)計帶式運輸 機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1.1所示。1 電動機；2 聯(lián)軸器；3兩級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶圖1.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1.2課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：輸送帶最大有效拉力為：3000N; 運輸帶的工作速度：v=1.4m/s ； 卷筒直徑：D=355mm 使用壽命：8年，每年工作日300天，二班制，每班 8小時。 1.3課程設(shè)計的工作條件設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的土5% 工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 制造情況：大批量生產(chǎn)。2

4、電動機的選擇2.1電動機類型的選擇根據(jù)動力源和工作條件，并參照第12章選用一般用途的Y系列三項交流異步電動機,臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380V。2.2電動機容量的選擇 2.2.1工作所需的有效功率根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為PwFV10001.4kw = 4.2kw100043式中：P 工作機所需的有效功率（kw）F 帶的圓周力（N）V-帶的工作速度（m/s）2.2.2電動機的輸出功率為傳動裝置總效率：設(shè)：c 聯(lián)軸器效率，c =0.99 （見參考資料【2】表3-3）；g閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為8級），n g =0.97 （見參考資料【2】表3-3）；對滾動軸承效率，b =

5、0.98 （見參考資料【2】表3-3）；d 輸送機滾筒效率，d =0.96 （見參考資料【2】表3-3）；5w輸送機滾筒軸至輸送帶間的效率估算傳動系統(tǒng)總效率為其中:I任=0.99r)ijlj0.98x 0.97 =0.9506_.= 0.98 0.97 =0.9506卜.=0.980.99 = 0.9702:=b d =0.980.96 =0.9408傳動系統(tǒng)的總效率：n =0.99 0.9506 0.9506 0.9702 =0.808工作時，電動機所需的功率為PdPw _ 4.20.808= 5.20 (KW)由參考材料【2】表12-1可知，滿足Pe - Pd條件的丫系列三相交流異步電動機

6、額定功率pe應(yīng)取為5.5KW。2.3電動機轉(zhuǎn)速的選擇電動機轉(zhuǎn)速的選擇。根據(jù)已知條件，可得輸送機工作轉(zhuǎn)速nw為60000V60000 1.4n75.36r /minnD3.14x355根據(jù)動力源和工作條件，電動機的類型選用 Y系列三相異步電動機。電動機的額定功率選取 3KW 轉(zhuǎn)速可選擇常用同步轉(zhuǎn)速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min 以便比較。傳動系統(tǒng)的總傳動比為i = 口訥式中n電動機滿載轉(zhuǎn)速n運輸帶的轉(zhuǎn)動速度根據(jù)電動機型號查文獻【2】表8-53確定各參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表2-1，便于比較。表2-1電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比萬案電動機型 號

7、額定功率/KW同步轉(zhuǎn)速/(r/mi n)滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n)總傳動比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55又上表可知，方案 1轉(zhuǎn)速太高，傳動比太大，價格較高；3、4方案雖然總傳動比小，但是額定轉(zhuǎn)矩較低； 方案2轉(zhuǎn)速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些， 但完全可以通過傳 動帶和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，比 3、4方案較優(yōu)，所以選方案 2。3確定總傳動比及分配各級傳動比3.1傳動裝置的總傳動比參考資料【2】中式(3-5 )可知，帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總

8、傳動比144075.36= 19.113.2傳動比的分配由傳動系統(tǒng)方案知：i01=1i34由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比b 為i2 - i12 i2319.11J咯劉34為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度 HBS1350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為高速級圓柱齒輪傳動比 i12 = 1.3K = . 1.3 19.1仁4.98低速級圓柱齒輪傳動比：i23 =i、.i12 =19.11/4.98 = 3.84各級傳動比分別為i01 =1=4.98 i 23 =3.84 j34=14傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算減速

9、器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機 4軸。傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算如下所示 0軸(電動機軸)n 0 = nm = 1440r/m inP0 = Fd = 5.20 (kw)T0 =9550-34.47 (N.m)n。0軸、1軸、2軸、3軸和1軸(減速器高速軸)：n01440n1-1440r/mini01 1F =皆01 =5.20 江 0.99 =5.15 (kw)F5 15Ti = 95501 = 955034.16 (N.m)n114402軸(減速器中間軸)：n11440n21289.16 r/mini124.98F2 =P12 =5.1599506 = 4.90(

10、kw)-9550Pl= 95504.90289.16=161.83(N.m)3軸(減速器低速軸)n2289.16n3-75.30 r/mini233.84P =F2h-3 =4.90x0.9506 = 4.66 (kw)P34.66T3 =9550一 = 9550591.01(N.m)75.304軸(輸入機滾筒軸)：n4二7530 =75.30(r/min)i341P4 =1=34 =4.66 漢 0.9702 = 4.52(kw)T4=9550空=9550 佟2n475.30= 573.40(N.m)軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/mi n)1440144

11、0289.1675.3075.30功率P/kW5.205.254.904.664.52轉(zhuǎn)矩T/(Nm)34.4734.16161.83591.01573.40傳動比i14.983.8415傳動件的設(shè)計及計算5.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳送設(shè)備為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB 10095 88）。（2）材料的選擇由參考文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為 40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料 為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS（3）齒數(shù)高速級選小齒輪的齒數(shù) z, =20,大齒輪齒數(shù)z2 =4.98 20 = 99.6故取z2=

12、100。低速級選小齒輪的齒數(shù) z3 = 20，大齒輪齒數(shù)z4二3.84 20二76.8 故取z4二775.2高速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算5.2.1按齒面接觸強度設(shè)計根據(jù)文獻【1】中10-21式進行試算，即試選載荷系數(shù)h。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。559510Pn11440由文獻【1】10-7選取齒寬系數(shù)d =1 O由文獻【由文獻【1】0Hlim1 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度1】1查得材料彈性影響系數(shù) Ze = 189.8MPa。10-610-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限0Hlim2 =550MPa O 由文獻【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9N =60n/Lh =6

13、0 1440 12 8 300 8 = 3.32 10Q3.32 10986.67 104.9810-19取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN1 = 0.92, KHN 2 = 0.9810-12，計算接觸疲勞許用應(yīng)力(取失效概率1%安全系數(shù)S=1)N2 由文獻【1】圖 由文獻【1】式K HN1 珀im1 =0.92 600 =552MPa S咎1二 K HN2 %lim2 =0.98 550 =539MPaS(2)計算試算小齒輪分度圓直徑一一，代入血中較小的值。h.3漢 3.42漢 104_598_189.8 2d1t _2.323()2mm= 43.56mm4.98539計算圓周速度nd 1t n

14、 1v =60 10001Von 43.56 1440m /s = 3.28m /s60 1000計算齒寬bb = dd|t = 1 43.56mm = 43.56mm計算齒寬與齒高之比mtbohd1t43.56mm = 2.17mm20h = 2.25mt = 2.25 2.17mm = 4.88mm43.564.88-8.93計算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)k,”=1.05， 由文獻【1由文獻【1由文獻【110-310-210-4查得直齒輪， 查得使用系數(shù) 用插值法查得Ka=1；7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時,=1.417【1】圖1

15、0-13=1.32Kt4 =d|t3i=43.56x1.49 = 44.84mm .1.3由 J . ii=8.89，片:=1.417 由文獻K 二KaKvKhaKH廠 1 1.05 1 1.417 = 1.49按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a ）得計算模數(shù)mmZ1二 d 224mm205.2.2按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-5 ）得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由文獻【1 圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二=500Mpa大齒輪的彎曲強度極限（j=380Mpa 由文獻【1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 住j.和=0.85，際館=0.88

16、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12 ）得l-FKfN1 bFE1S0.85 5001.4MPa =303.57MPa_ Kfn2 E2_ S皆MP38.86MPa 計算載荷系數(shù)KK =KaKvKf Kf 產(chǎn) 1 .05X1X1.32 = 1.39mm 查取齒形系數(shù)。由文獻【1 表10-5查得鬻,丄=2.80抵黨=2.18 ; 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻【1 表10-5查得 論屮=1.55 ;=1.79 ; 計算大、小齒輪的并加以比較。=0.014;YFa1Ysa12.80X1.55-1303.57大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算寫2.23X8Jo16；m_ 3 2

17、1.39 3.420.016mm = 1.56mm1 漢 202對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.56并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)Z1d144.84= 22.42值m =2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=44.84mm,算出小齒輪齒數(shù)。取玉| =23,則大齒輪數(shù)=4.98x23=114.54，級=115.這樣設(shè)計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度, 并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.2.3幾何

18、尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d z1 = 23 2mm = 46mmd2 =z2mn =115 2mm =230mmd1 d246 230amm = 138m2 2計算中心距將中心距調(diào)整為138mm 計算齒輪的寬度b 二 0 = 1 46mm 二 46mm圓整后去 B2 = 46mm;B0.07d,故取h=6mm則軸環(huán)處的直徑 dv=72mm。軸環(huán) 寬度 b l.4h，取 Iv=12mm。 軸承端蓋的總寬度為20m m（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm （參看圖 6.2.2 ）,故取

19、 1口=50mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a =16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位 置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm已知滾動軸承寬度 T=27mm軸2大齒輪的寬度為 B=40mm 則：I町衛(wèi)二T s a 亠78-7427 8 16 4mm = 55mmI心=B c a s-lv3= 40 20 16 8-12 3 = 75mm至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表6.2.3 所示表6.2.3低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符 號軸的截面（mn）In出IVvvnvrn軸段長度l82503075127655軸段直徑d45525562726

20、055軸肩咼度h一3.51.53.53.552.5一7.2.4.3 軸上零件的周向定位定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按div查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b h =18mm 11mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為L = 45mm，同時為了保H 7證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為一；同樣，按dI II杳得n6IJJ 一聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b x h = 14mm x 9mm 鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 L=70mm ,IP半聯(lián)軸器與軸的配合為 一。滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為m66.244 確定軸上圓角

21、和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為2 45，各軸肩處的圓角半徑見圖 6.2.2。6.2.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1.2 ）做出軸的計算簡圖（圖6.2.2 ）。在確定軸承的支點位置時， 應(yīng)從手冊中查取 a值。對于33011型圓錐滾子軸承，由于手冊中查得a=19mm因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 L125mm - 62mm=187mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的 彎矩圖喝扭矩圖（圖 7.2.4 ）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的M H、Mv以及M的值列于下表。圖623低速軸的受力分析表6.2.4低速軸上的載荷

22、分布載 荷水平面H垂直面V支反力F彎矩MlFtLs3940X62Fnh1 =1306N mm(L2+L3)187Fnh2 =F _Fnh1 =3940 _1306=2634N|_mmFnv1 =F_Fnv2 =1434_475 = 959N 匚FrL21434X125(L2 +L3)187_RL2L33940X125X62“MH =174520Nmm(L2 +L3 )187_RL2L31434X125X62 “.1MV= r=59431NLmm(L2+L3)187總 彎 矩M = J1745202 +594312 =184361 N|_mm扭 矩TTii =591010N mm6.2.6按彎扭

23、合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度。根據(jù)式文獻1式(15-5 )及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取山863572 +(0.6漢442191)30.1 60a =0.6，軸的計算應(yīng)力 = 15.01MPa前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得遼=：=60MPa。因此0Ca :：: c_1,故安全。6.2.7精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面截面A, ,n，川，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，

24、所以截面a, n,川，B均無需校核。從應(yīng)力集中對在后i 、疲勞強度的影響來看，截面W和四處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大，截面 VII的應(yīng)力集中的影響和截面 VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必校核。截面C雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面VI右側(cè)即可。(2) 截面VI右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W =0.1d3 =0.1 603 =21600Nhm3抗扭截面系數(shù)：Wt =0.2d3 =0.2 603 = 43200NLm

25、m3截面VI右側(cè)的彎矩M為：M =186357125-30125N |_mm =141631N_mmM141631=MPa=6.56MPaW21600截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T皿442191 MPa= 10.24MPaWT43200截面VI上的扭矩T血為:T皿=442191Nmm截面上的彎曲應(yīng)力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻1表15-1查得=640MPa,二=275MPa, Ti=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按文獻1附表3-2查取。因-20.033 , D = 72 = 1.2，經(jīng)過插值后可查得d 60d60a。= 2.31, aT = 1.7又由附圖3-1可得軸的材料

26、的敏感系數(shù)為q = 0.82, qt = 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4 ）為k 嚴(yán) 1+q 用。1 =1 +0.827.31 1 = 2.07k T= 1+q TaT1 =1+0.85x1.7 1=1.60由附圖3-2的尺寸系數(shù) 0.69 ;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 務(wù)=0.83. 軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為鴛=B嚴(yán)0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即-:則按式（3-12）及式（3-12a ）得綜合系數(shù)為匕丄十匹丄十3.090.690.92(TK了丄盒亠2.01又由文獻1中 3-1及 3-2得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù) 一值,氛二 0.10.2,取氛二 0.1

27、札二 0.050.1,取緘二 0.05按式(15-6) (15-8 )則得2753.09 6.56 0.1 0 _13.57Stk t 札 T15514.702.01 5.12 0.05 5.12Sca 二SS13.57 14.70、13.572 14.702=9.97口 S = 1.5故可知其安全。6.3高速軸的設(shè)計 6.3.1軸上的功率 pi、轉(zhuǎn)速 厲和轉(zhuǎn)矩Ti的計算在前面的設(shè)計中得到P =5.15kwn1 =1440 r / minX =9550000 匕=9550000515 N.mm =34.16 NLmN114406.3.2初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15-2 ）初步

28、估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻【1】中的表15-3，取A0 =112，于是就有dmin =人沖17.13mm輸入軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑dI丄與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，Tca 二 KAT0式中：Tca 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（Nmm）Ka 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得，Ka =1.33T0 高速軸的轉(zhuǎn)矩（N mm ），由表5.1可知：T0=34.16O N mm因此：Tca =KaT“ =1.3匯34.16心03 =44408N mm按照計算轉(zhuǎn)矩 la應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，

29、根據(jù)GB/T 5843-2003選用GY2凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63N.m。如下表6.3.2表6.3.2 GY2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型 號公稱 轉(zhuǎn)矩TnN.m許用轉(zhuǎn)速n（r/mi n ）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmD mmD1 mmB mmS mm轉(zhuǎn)動慣 量Kg.m2質(zhì) 量KgY型J、J1型LL1GY2631000020,22,24,523890402860.00152562441.72選取半聯(lián)軸器的孔徑 d =25mm故dIX =25mm半聯(lián)軸器長度L=62mn,半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度Li =44mm即L=44mm。633軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.3.3.1 擬定軸

30、上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下圖6.3.1所示,% 一駛一 513C D圖6.3.1高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i- n軸段左端需制出一軸肩，故取n-川段的直徑du=dm 2 hn 二 25 2 2.5 二 30mm ;式中：h軸n處軸肩的高度（mm,根據(jù)文獻1中P364中查得定位軸肩的高度hn = 0.070.1cIn =0.070.1 25=1.752.5mm，故取 hn = 2.5mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=32mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度J =44mm,為保證軸端擋圈只壓在半

31、聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-n段的長度應(yīng)比J略短一些，現(xiàn)取 Lin =42mm。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選30000型圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) dn 30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本 游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表 6.3.1所示表6.3.1 320/32型圓錐滾子軸承由表 6.3.1 可得軸承尺寸為d D T = 32mm 58mm 17mm , 故 d皿=d衛(wèi)=3 2 ;m而左右兩個滾動軸承都采用擋油環(huán)進行軸向定位所以l皿-1呱衛(wèi)=30mm。由手冊上查得320/32型軸承的定位

32、軸肩高度 h=3mm因此，取d皿=d麵=38mm。 齒輪因為齒根圓到鍵槽處 e=3.5mm,而2m 2 2.06 = 4.12mm，因為E 1,所以齒輪應(yīng)該跟軸做成一體的齒輪軸。由前面齒輪設(shè)計知小齒輪的齒寬為46,所以1刑衛(wèi)=46mm，齒輪兩端需要開退刀槽，取規(guī)格為5 x 5mm 軸承左端用軸承端蓋固定，端蓋寬20mm與聯(lián)軸器間隔30mm所L| =50mm 根據(jù)軸的總體布置簡圖7.1可知，小圓柱齒輪右端面距箱體左內(nèi)壁之間距離a=16mm軸n上的兩個大小齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取s=8mm退刀槽l=5mm因為軸I小齒輪比軸

33、n大齒輪的 寬度大5mm所以嚙合時大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm,取該長度為I =3mm 所以：II皿 = a，s-l =16，8-5 = 19mmb二a b c s-l -丨=16 83 20 8-3-5 = 119mm至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為F表6.3.2所示，表6.3.2高速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù) 符號軸的截面（mr）In川wVwvnvrnIX軸段長度l4250251195齒寬461925軸段直徑d2530323828齒輪直徑3832軸肩咼度h一2.511.53一一3一6.3.3.3 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向

34、定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按d|V $ = 38mm查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面 b h =10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀 加工，長為L =25mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸H 7的配合為；同樣，按d|查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b h = 8mm 7mm鍵槽用k6鍵槽銃刀加工，長為L =28mm ;滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。6.3.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為2 45 ，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5 。6.4中間軸的設(shè)計 6

35、.4.1軸上的功率 p2、轉(zhuǎn)速門2和轉(zhuǎn)矩t 2的計算在前面的設(shè)計中得到P2 =4.90kwn2 二 289.16r / minT2 =9550000旦=9550000490 N mm =161.83NLmN2289.166.4.2初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻【1】中的表15-3，取A0 =112，于是就有dmin 二 A03 P3 =1123 ：90 mm = 34.9mm.n3161.836.4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.4.3.1擬定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下圖6.4.1所示，圖641中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配6

36、41根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32008,其尺寸為 d D T =40mm 68mm 19mm，故 丄二 dv二 40mm。 取安裝齒輪處的軸II-III 的直徑二45mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為83mm為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取1口二79mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=7.5mm,則直徑d皿=60mm。取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑dIV

37、JV =45mm ；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒 定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為51mm為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l|V 3 = 47mm。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm所以I皿二20mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a =16mm ,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8mm已知滾動軸承寬度 T=19mm軸2大齒輪的寬度為 B=51mm 則：lIE = lv= asT 4=16 819 4二 47mm至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖6.4.1所示，并歸納為下表6.4.1所示表6.4.1中間軸的參數(shù)值參數(shù)名

38、 稱參數(shù)符 號軸的截面（mmIn出IVv軸段長 度l4779204747軸段直 徑d4045604540軸肩咼 度h一2.57.57.52.5一642軸上零件的周向定位大小齒輪與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻1中表6-1按dII dII查得齒輪輪轂 與軸連接的平鍵截面b h = 14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為L =50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7；同樣，按d|V V查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b h =14mm 9mm 鍵槽用鍵槽銃n6*，H7刀加工，長為 L = 25mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為一。滾動軸承和聯(lián)軸器與軸

39、的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為m&6.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻1中表15-2查得，取軸端倒角為2 45，各軸肩處的圓角半徑見圖6.4.1 。7軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。7.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大齒輪的嚙合力：分度圓直徑：d4 = 300mm圓周力：兄=3940N徑向力：Fr4 =1434N7.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝。兩個軸承型號